車用進氣系統的氣動噪聲研究

韋唐凌，蔣程學，張佳煦

(柳州日高濾清器有限責任公司，廣西柳州 545616)

0 引言

隨著汽車技術不斷的發展和人們生活水平的日益提高，顧客在選擇汽車時越來越關注汽車的駕乘舒適性，在談論此類問題時通常會引入一個術語：NVH，即是噪聲(Noise)、振動(Vibration)和聲音粗糙度(Harshness)3個英文單詞首字母的縮寫。對駕乘舒適性影響最直接的車內噪聲來說，噪聲源主要有以下幾個：排氣系統輻射噪聲、進氣系統輻射噪聲、發動機結構噪聲、車身結構噪聲、風噪和路噪等。進氣噪聲是汽車最主要的噪聲源之一，因此進氣系統的降噪設計也是非常重要的環節。

1 設計原理

發動機運轉時產生的進氣噪聲是由進氣門周期性開、閉而產生的壓力波動所形成的，它主要包括三種成分[1]：

(1)進氣門開啟時活塞作變速運動所引起的進氣脈動噪聲。

(2)進氣門關閉時進氣管道中的空氣柱共振噪聲。

(3)氣流流經進氣門環隙時產生的渦流噪聲。

沿“節氣門→出氣軟管→空濾器→前進氣管”向外傳播，屬于氣動噪聲，將其定義為進氣口輻射噪聲。

在進氣系統的降噪設計時，優先關注的是消聲性能。空濾器本身就是一個擴張消聲器，進氣口氣動噪聲與消聲容積有關，一般來說，消聲容積越大越好，但由于發動機艙空間有限，在消聲容積一定的情況下如果想降低進氣系統噪聲，最好的辦法是縮小進氣管的截面積，因為截面積越小，擴張消聲器的擴張比就越大，消聲效果就越好。但問題是管道的截面積如果太小，會導致進氣阻力升高，發動機充氣效率降低。另外，進氣系統可通過增加消聲單元來提高消聲性能，例如：旁通管諧振器、穿孔消聲器、1/4 波長管以及開在進氣管上的消聲孔等。

通常評價進氣系統的消音效果采用兩個評價指標：傳遞損失(Transmission Loss)和插入損失(Insertion Loss)。傳遞損失表明聲音經過消音元件后聲音能量的衰減，即入射聲功率級和透射聲功率級的差值，一般用來評價單個消音元件；而插入損失是指一個系統中插入了消音元件之前和之后，在出口處得到的聲功率級的差值，與傳遞損失只考慮消音元件本身不同，插入損失是考慮整個系統[1]。也就是說除了消音元件本身外，插入損失還包括了聲源和出聲口(如進氣口和排氣尾管)的聲學特征，因此這種方法是描述整個系統消音效果的最佳表達方式。

2 設計實例

2.1 原始方案

在某案例中，某公司根據主機廠發布的發動機艙數模邊界進行進氣系統的設計，盡量爭取獲得最大的空濾容積，并設置合理的進出氣管走向和形狀。通過CFD仿真計算，在進氣阻力滿足設計要求后，確定了進氣系統的原始方案(如圖1所示)，并預留諧振腔位置，開始進入噪聲分析階段。首先進行的是進氣口輻射噪聲(插入損失)的計算。通常采用的是一維有限體積法(Fintie Volume Method)進行求解，目前該技術在行業內得到了廣泛應用，而GT-POWER就是其中較成熟的一款商用軟件。

進氣系統原始方案中空濾器容積為6.1 L，空濾器進氣管內徑為43 mm，出氣管內徑為60 mm,經過幾何離散(如圖2所示)，在軟件中建立了進氣系統GT模型(如圖3所示)，按測試標準在進氣管口10 cm的位置設置麥克風，聯合發動機模型和排氣系統模型進行進氣口輻射噪聲的計算。

計算結果如圖4所示。進氣系統總噪聲在轉速為1 200～3 600 r/min超出目標值；階次噪聲方面，多處噪聲峰值超出要求，先針對比較突出的2階轉速2 600 r/min(86 Hz)、6階轉速4 800 r/min和8階轉速3 600 r/min(同為480 Hz)峰值設計消聲元件。

圖1 進氣系統原始方案

圖2 進氣系統模型的幾何離散

圖3 GT模型

2.2 優化方案

在設計消聲元件的時候，先評估消聲元件的最優連接位置，然后再根據空間位置設計合適的消聲元件。通常采用聲學有限元法(Acoustic Finite Element Method,AFEM)進行進氣系統壁面聲壓計算，當頻率一定時，在壁面聲壓級高的地方設置消聲元件可以取得更好的消聲效果。LMS Virtual.Lab軟件作為國際領先的功能品質工程集成解決方案，其中的sysnoise模塊可以很好地完成壁面聲壓計算；首先劃分網格，再將進氣系統與發動機接口處設置為振動速度邊界，進氣口設置為聲阻抗，然后進行計算(如圖5所示)。

從分析結果可知(如圖6所示)，86 Hz和480 Hz消聲元件均可設置在進氣管中段，根據進氣管周邊的空間位置，開始設計消聲元件。將接在進氣管道上消聲元件稱為旁支消音器，較常用的有兩種結構：赫爾姆茲消聲器(諧振腔)和1/4波長管，其中，赫姆霍茲消聲器的共振頻率為：

式中：V為空濾器容積；lc為連接管長度；Sc為連接管截面積。

優化方案預計采用2個諧振腔，容積分別為1.5 L和0.3 L，并導入GT-POWER軟件進行優化方案計算(如圖7所示)。從分析結果看(如圖8所示)，階次噪聲基本符合要求， 6階轉速4 800 r/min和8階轉速3 600 r/min的480 Hz噪聲峰值已徹底消除，各階次噪聲也明顯降低，而2階轉速2 600 r/min(86 Hz)的峰值略為下降但依然存在，主要是因為諧振腔的消聲容積不足造成的。

圖6 原始方案的壁面聲壓級云圖

圖7 在進氣管道增加2個諧振腔的優化方案

圖8 優化方案進氣口輻射噪聲的仿真結果

3 測試驗證

后續制作了進氣系統原始方案和優化方案的快速樣件到整車半消聲室進行進氣口輻射噪聲測試，結果顯示：

(1)計算結果與測試結果較吻合(如圖9和圖10所示)，優化方案在增加諧振腔后，消除了6階轉速4 800 r/min和8階轉速3 600 r/min的480 Hz噪聲峰值(如圖11所示)；

(2)2階轉速2 600 r/min(86 Hz)存在噪聲峰值，后經驗證，對車內噪聲無明顯影響，優化方案通過認可。

圖9 原始方案的進氣口輻射噪聲測試結果

圖10 優化方案的進氣口輻射噪聲測試結果

圖11 原始方案和優化方案的測試結果比對

4 結論

在進氣系統設計過程中，可先通過GT-POWER軟件計算進氣口輻射噪聲，再針對噪聲峰值采用LMS Virtual.Lab軟件計算流體域的壁面聲壓級云圖，由此可選擇最佳的連接位置增加消聲元件，即可達到良好的消聲效果。經比對，兩款軟件聯合計算的仿真結果與測試結果吻合，可以為進氣系統的消聲設計提供快速準確的方案依據。